JP2006308147A - ヒートポンプシステム - Google Patents

Abstract

【課題】ＨＦＣ冷媒の削減と運転効率の向上により地球温暖化防止に寄与するヒートポンプシステムを提供することである。
【解決手段】ヒートポンプシステムは、第１の冷媒が充填されており、第１圧縮機（１３）と、第１熱交換部位（３１）と、第１膨張弁（３６、３７）と、熱源側熱交換器（１５）とがヒートポンプを形成している熱源側系統（Ａ）と、二酸化炭素冷媒が充填されており、第２圧縮機（１４）と、負荷側熱交換器（１７、１８、１９）と、第２膨張弁（３８）と、第２熱交換部位（３２）とがヒートポンプを形成している負荷側系統（Ｂ、Ｂ’）とを備えており、ここで、前記第１熱交換部位と前記第２熱交換部位とはカスケード熱交換器（１６）を形成しており、前記負荷側熱交換器と前記第２熱交換部位とが前記第２圧縮機と前記第２膨張弁のいずれも介することなしに環状に接続されている第１負荷側循環系（Ｂ−１、Ｂ’−１）が形成されている。
【選択図】図２

Description

本発明は、ヒートポンプシステムに関し、特に二酸化炭素冷媒を使用するヒートポンプシステムに関する。

従来の住宅用または業務用の空調機は、Ｒ４１０Ａ等のＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）冷媒を利用する単段圧縮冷凍サイクルによるものである。これらの空調機においては、負荷側である室内ユニットと熱源側である室外ユニットとが離れて設置されている場合がある。このような場合には、冷媒配管が長くなるために、冷媒を多く充填する必要がある。

ここで、従来の空調機に利用されているＨＦＣは、地球温暖化防止を図る京都議定書では排出抑制の対象ガスとされている。したがって、空調機をはじめとするヒートポンプシステムにおいては、ＨＦＣ冷媒の使用削減と運転効率向上による省エネルギー化とが地球温暖化防止のために求められている。

図１に示すように、ＨＦＣ冷媒を使用しない従来のヒートポンプシステムとしては、アンモニアサイクルと二酸化炭素サイクルとを組み合わせた特許文献１記載のヒートポンプシステムが知られている。図１に示すアンモニアサイクル２と二酸化炭素サイクル３とを組み合わせたヒートポンプシステム１は、アンモニアを媒体としたアンモニアサイクル２と、二酸化炭素を媒体とした二酸化炭素サイクル３とを組み合わせて構成されるヒートポンプシステムである。アンモニアサイクル２は、圧縮機４と、コンデンサ５と、膨張弁６と、カスケードコンデンサ７とを具えている。一方、二酸化炭素サイクル３は、上述したカスケードコンデンサ７の他、流量調整弁８と、蒸発器９とを具えている。ヒートポンプシステム１においては、カスケードコンデンサ７は蒸発器９よりも高い位置に設置され、これらの間に二酸化炭素媒体の液ヘッド差が形成されている。

ここで、ヒートポンプシステム１の動作態様は以下のとおりである。アンモニアサイクル２では、圧縮機４によって圧縮された気体状のアンモニアが、コンデンサ５を通るとき、冷却水または空気によって冷やされて液体となる。液体となったアンモニアは、膨張弁６によって必要な低温度に相当する飽和圧力まで膨張した後、カスケードコンデンサ７で蒸発して気体となる。このとき、アンモニアは、二酸化炭素サイクル３内の二酸化炭素から熱を奪い、これを液化する。二酸化炭素サイクル３では、カスケードコンデンサ７によって冷やされて液化した液化二酸化炭素が、液ヘッド差を利用した自然循環現象によって下降し、流量調整弁８を通って、目的の冷却を行う蒸発器９に入り、ここで温められて蒸発し、ガスとなって再びカスケードコンデンサ７に戻っていく。ここで二酸化炭素サイクル３は、圧縮機を組み込まずに、自然循環を行うようにしたことを特徴としている。
特許第３４５８３１０号公報

本発明の目的は、ＨＦＣ冷媒の使用量が少ないために地球温暖化防止に寄与するヒートポンプシステムを提供することである。

本発明の他の目的は、運転効率の向上による省エネルギー化が図られていることにより地球温暖化防止に寄与するヒートポンプシステムを提供することである。

以下に、（発明を実施するための最良の形態）で使用される番号を用いて、課題を解決するための手段を説明する。これらの番号は、（特許請求の範囲）の記載と（発明を実施するための最良の形態）との対応関係を明らかにするために付加されたものである。ただし、それらの番号を、（特許請求の範囲）に記載されている発明の技術的範囲の解釈に用いてはならない。

本発明のヒートポンプシステムは、第１の冷媒が充填されており、第１圧縮機（１３）と、第１熱交換部位（３１）と、第１膨張弁（３６、３７）と、前記第１の冷媒と熱源側とを熱交換する熱源側熱交換器（１５）とがヒートポンプを形成している熱源側系統（Ａ）と、二酸化炭素冷媒が充填されており、第２圧縮機（１４）と、前記二酸化炭素冷媒と負荷側とを熱交換する負荷側熱交換器（１７、１８、１９）と、第２膨張弁（３８）と、第２熱交換部位（３２）とがヒートポンプを形成している負荷側系統（Ｂ、Ｂ’）とを備えている。ここで、前記第１熱交換部位と前記第２熱交換部位とは、前記第１の冷媒と前記二酸化炭素冷媒とを熱交換するカスケード熱交換器（１６）を形成している。したがって、本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記負荷側系統に二酸化炭素冷媒を使用することによりＨＦＣ冷媒の使用量が削減されている。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記第２熱交換部位と前記負荷側熱交換器とが前記第２圧縮機と前記第２膨張弁のいずれも介することなしに環状に接続されている第１負荷側循環系（Ｂ−１、Ｂ’−１）が形成されている。したがって、前記第２圧縮機と前記第２膨張弁とは、前記第１負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒の抵抗とならないため、前記二酸化炭素冷媒を循環させる動力が削減される。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記第１圧縮機の前方に前記熱源側熱交換器が接続されており、前記熱源側熱交換器の前方に前記第１膨張弁が接続されており、前記第１膨張弁の前方に前記第１熱交換部位が接続されており、前記第１熱交換部位の前方に前記第１圧縮機が接続されている第１熱源側循環系（Ａ−１）が形成されている。そして、前記第１負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒が前記負荷側熱交換器において前記負荷側から熱を吸収し、前記カスケード熱交換器において前記第１の冷媒に熱を放出するサイクルと、前記第１熱源側循環系を循環する前記第１の冷媒が前記カスケード熱交換器において前記二酸化炭素冷媒から熱を吸収し、前記熱源側熱交換器において前記熱源側に熱を放出するヒートポンプサイクルとが同時に行なわれている場合においては、前記第１負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒の圧力は、二酸化炭素の臨界圧力より低い一定圧力となされている。したがって、前記負荷側系統は、前記第１負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒の潜熱を利用して熱を効率良く輸送することができる。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記第１圧縮機の前方に前記第１熱交換部位が接続されており、前記第１熱交換部位の前方に前記第１膨張弁が接続されており、前記第１膨張弁の前方に前記熱源側熱交換器が接続されており、前記熱源側熱交換器の前方に前記第１圧縮機が接続されている第２熱源側循環系（Ａ−２）と、前記第２圧縮機の前方に前記負荷側熱交換器が接続されており、前記負荷側熱交換器の前方に前記第２膨張弁が接続されており、前記第２膨張弁の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換部位の前方に前記第２圧縮機が接続されている第２負荷側循環系（Ｂ−２、Ｂ’−２）とが形成されている。そして、前記第２熱源側循環系を循環する前記第１の冷媒が前記熱源側熱交換器において前記熱源側から熱を吸収し、前記カスケード熱交換器において前記二酸化炭素冷媒に熱を放出するヒートポンプサイクルと、前記第２負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒が前記カスケード熱交換器において前記第１の冷媒から熱を吸収し、前記負荷側熱交換器において前記負荷側に熱を放出するヒートポンプサイクルとが同時に行なわれている場合においては、前記第２負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒の圧力は、前記負荷側熱交換器において二酸化炭素の臨界圧力より高い圧力となされており、前記第２熱交換部位において二酸化炭素の臨界圧力より低い圧力となされている。したがって、本発明のヒートポンプシステムは、前記熱源側系統と前記負荷側系統の二つのヒートポンプを利用することにより、運転効率が向上している。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記負荷側熱交換器と前記第２熱交換部位とは、前記負荷側熱交換器が前記第２熱交換部位に対して重力に関して低い配置となされている。したがって、前記二酸化炭素冷媒は、前記負荷側熱交換器と前記第２熱交換部位との間を、動力を必要としない自然循環により循環する。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記負荷側系統は絞り弁（５５）を有しており、そして、前記第２圧縮機の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換部位の前方に前記絞り弁が接続されており、前記絞り弁の前方に前記第２圧縮機が接続されている第１デフロスト循環系（Ｂ−３）が形成されている。デフロストによって前記熱源側熱交換器における熱交換が促進される。

本発明のヒートポンプシステムは、さらに、製氷用熱交換器（３５）と、前記製氷用熱交換器が配設されている氷蓄熱槽（７８）とを具備している。そして、前記第２熱交換部位と前記製氷用熱交換器とが環状に接続されている氷蓄熱循環系（Ｂ’−４）が形成されている。本発明のヒートポンプシステムは、氷蓄熱を行なうことができる。

本発明のヒートポンプシステムは、さらに、冷水循環ポンプ（７９）と、第３熱交換部位（３４）と、前記第３熱交換部位とともに水−二酸化炭素熱交換器（７６）を形成している第４熱交換部位（３３）とを具備している。そして、前記冷水循環ポンプの前方に前記第３熱交換部位が接続されており、前記第３熱交換部位の前方に前記氷蓄熱槽が接続されており、前記氷蓄熱槽の前方に前記冷水循環ポンプが接続されている冷水循環系（Ｗ−１）と、前記負荷側熱交換器と前記第４熱交換部位とが環状に接続されている放冷冷却循環系（Ｂ’−５）とが形成されている。本発明のヒートポンプシステムは、氷蓄熱により得られた冷水を利用して放冷冷房を行なうことができる。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記負荷側熱交換器と前記第４熱交換部位とは、前記負荷側熱交換器が前記第４熱交換部位に対して重力に関して低い配置となされており、前記二酸化炭素冷媒は、動力を必要としない自然循環によって前記放冷冷却循環系を循環する。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記第２圧縮機の前方に前記負荷側熱交換器が接続されており、前記負荷側熱交換器の前方に前記第４熱交換部位が接続されており、前記第４熱交換部位の前方に前記第２膨張弁が接続されており、前記第２膨張弁の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換部位の前方に前記第２圧縮機が接続されている第３負荷側循環系（Ｂ’−２）が形成されている。前記第３負荷側循環系を循環する二酸化炭素冷媒が前記第４熱交換部位において冷却されることにより、本発明のヒートポンプシステムの運転効率は向上している。

本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記負荷側系統は第３膨張弁（３９）を有しており、そして、前記第２圧縮機の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換器の前方に前記第３膨張弁が接続されており、前記第３膨張弁の前方に前記第４熱交換部位が接続されており、前記第４熱交換部位の前方に前記第２圧縮機が接続されている第２デフロスト循環系（Ｂ’−３）が形成されている。本発明のヒートポンプシステムにおいては、前記氷蓄熱槽の冷水から熱を吸収してデフロストを行なうことで、前記熱源側熱交換器における熱交換が促進される。

本発明のヒートポンプにおいては、前記第１の冷媒を自然冷媒とすることにより、ＨＦＣ冷媒の使用量をゼロにすることができる。

本発明により、ＨＦＣ冷媒の使用量が少ないために地球温暖化防止に寄与するヒートポンプシステムが提供される。

また、本発明により、運転効率の向上による省エネルギー化が図られていることにより地球温暖化防止に寄与するヒートポンプシステムが提供される。

添付図面を参照して、本発明のヒートポンプシステムを実施するための最良の形態を以下に説明する。以下の説明では空調機を例として説明するが、本発明のヒートポンプシステムは、冷蔵庫、冷凍庫および給湯器にも適用可能である。また、本発明のヒートポンプシステムの熱源としては、大気の他にも、海水、河川・湖沼の水、地下水または地中熱を用いることができる。

（第１の実施形態）
図２に示す本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムは、熱源側系統Ａと負荷側系統Ｂとから構成されている。熱源側系統Ａおよび負荷側系統Ｂは、プロパンガス冷媒および二酸化炭素冷媒がそれぞれ充填されている。熱源側系統Ａと負荷側系統Ｂとは、カスケード熱交換器１６において熱的に接続されている。したがって、熱源側系統Ａと負荷側系統Ｂとにそれぞれ充填されているプロパンガス冷媒と二酸化炭素冷媒とはカスケード熱交換器１６において熱交換される。

熱源側系統Ａは、圧縮機１３を有する圧縮機部と、熱源側熱交換器１５と、膨張弁３６および３７を有する膨張弁部と、負荷側系統Ｂの熱交換部位３２とともにカスケード熱交換器を形成している熱交換部位３１とを備えるヒートポンプを形成している。

圧縮機部は、圧縮機１３と、圧縮機１３から吐出されたプロパンガス冷媒から油分を回収するオイルセパレータ２１と、圧縮機１３とオイルセパレータ２１とに接続されているアキュムレータ２３と、ポートｄが逆止弁４６を介してオイルセパレータ２１に接続されており、ポートｂが熱交換部位３０を介してアキュムレータ２３に接続されている四方弁２５とから形成されている。ここで、圧縮機部においては、四方弁２５の切替えにより、ポートａとポートｃとでプロパンガス冷媒の吸入口と吐出口とが切替わる。また、圧縮機１３は、図示されないインバータによって回転数が制御される。

膨張弁部は、熱交換部位３１に接続されている膨張弁３７と、膨張弁３７と熱源側熱交換器１５とに接続されている膨張弁３６とを備えている。ここで、膨張弁３６と膨張弁３７との間の配管には、膨張弁３６に近いほうから順に、接続部位ａ−１と、開閉弁６１と、逆止弁４５と、開閉弁６２と、接続部位ａ−２とが介設されている。また、レシーバ２７と、熱交換部位３０とともに過冷却器２０を形成している熱交換部位２９と、逆止弁４４とがこの順に接続されて成る直列系のレシーバ２７側は、開閉弁６１と逆止弁４５との間の配管に接続されており、逆止弁４４側は開閉弁６１と接続部位ａ−１との間の配管に接続されている。また、開閉弁６３が、接続部位ａ−２と開閉弁６２との間の配管と、熱交換部位２９と逆止弁４４との間の配管とに接続されている。さらに、逆止弁４２が、膨張弁３６と熱源側熱交換器１５との間の配管と、接続部位ａ−１とに接続されており、逆止弁４３が、膨張弁３７と熱交換部位３１との間の配管と、接続部位ａ−２とに接続されている。

そして、熱源側熱交換器１５の膨張弁３６に接続されていないほうの接続口は四方弁のポートｃに接続されており、熱交換部位３１の膨張弁３７に接続されていないほうの接続口は四方弁のポートａに接続されている。これにより、圧縮機１３を有する圧縮機部と、熱源側熱交換器１５と、膨張弁３６および３７を有する膨張弁部と、熱交換部位３１とが接続される。

熱源側系統Ａにおいては、四方弁２５を切替えることにより、熱源側熱交換器１５において熱源側である大気から吸収した熱をカスケード熱交換器１６において負荷側系統Ｂの二酸化炭素冷媒へと放出することと、カスケード熱交換器１６において負荷側系統Ｂの二酸化炭素冷媒から吸収した熱を熱源側熱交換器１５において熱源側である大気へと放出することとが切替わる。また、熱源側系統Ａには過冷却器２０が設けられているが、過冷却器２０を設けない構成としても熱源側系統Ａはヒートポンプとして機能する。熱源側系統Ａは、過冷却器２０を設けることによって、運転効率が向上している。

次に、負荷側系統Ｂの構成を説明する。負荷側系統Ｂは、圧縮機１４を有する圧縮機部と、負荷側熱交換器１７〜１９と、膨張弁３８を有する膨張弁部と、熱交換部位３２とを備えるヒートポンプを形成している。

圧縮機部は、圧縮機１４と、圧縮機１４から吐出された二酸化炭素冷媒から油分を回収するオイルセパレータ２２と、圧縮機１４とオイルセパレータ２２とに接続されているアキュムレータ２４と、ポートｈが逆止弁４７を介してオイルセパレータ２２に接続されており、ポートｆがアキュムレータ２４に接続されている四方弁２６と、四方弁２６のポートｅとポートｇとに両側の接続口がそれぞれ接続されている開閉弁６７とを備えている。さらに、圧縮機部においては、ポートｇとポートｇに接続されている開閉弁６７の接続口との間の配管に接続部位ｂ−１が設けられており、ポートｅとポートｅに接続されている開閉弁６７の接続口との間の配管に接続部位ｂ−２が設けられている。さらに、接続部位ｂ−２とポートｅとの間の配管には、逆止弁４９と接続部位ｂ−５とが逆止弁４９を接続部位ｂ−２側にして介設されている。さらに、接続部位ｂ−１とポートｇとの間の配管には接続部位ｂ−６が介設されている。そして、接続部位ｂ−５と接続部位ｂ−６とが配管で接続され、この配管に開閉弁６８と絞り弁５６とが絞り弁５６を接続部位ｂ−５側にして介設されている。ここで、圧縮機部においては、四方弁２６の切替えにより、ポートｅとポートｇとで二酸化炭素冷媒の吸入口と吐出口とが切替わる。また、圧縮機１４は図示されないインバータによって回転数が制御される。

膨張弁部は、熱交換部位３２と負荷側熱交換器１７とを接続している膨張弁３８と、膨張弁３８と熱交換部位３２との間の配管に設けられている接続部位ｂ−３と、膨張弁３８と負荷側熱交換器１７との間の配管に設けられている接続部位ｂ−４と、接続部位ｂ−３とｂ−４とを接続するレシーバ２８とを有している。膨張弁部においては、接続部位ｂ−３とレシーバ２８との間の配管に開閉弁６４が介設されており、レシーバ２８と接続部位ｂ−４との間の配管に開閉弁６６と逆止弁４８とが開閉弁６６をレシーバ２８側にして介設されている。さらに、膨張弁部においては、接続部位ｂ−４と負荷側熱交換器１７との間の配管に流量調整弁７１が介設されている。接続部位ｂ−４と流量調整弁７１との間の配管から分岐している配管は、途中でさらに分岐して流量調整弁７２および７３をそれぞれ介して負荷側熱交換器１８および１９にそれぞれ接続されている。

また、接続部位ｂ−２から延伸している配管は、三つに分岐して分岐したそれぞれが負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ接続されている。そして、レシーバ２８と開閉弁６６との間の配管と、逆止弁４９と接続部位ｂ−５との間の配管とを直列関係を有する開閉弁６５と絞り弁５５とが接続している。

負荷側熱交換器１７〜１９および流量調整弁７１〜７３は、室内ユニット１２に組み込まれている。室内ユニット１２に組み込まれていない負荷側系統Ｂの構成要素と熱源側系統Ａとは、室外ユニット１１に組み込まれている。なお、本実施形態においては、負荷側熱交換器が複数設けられているが、負荷側熱交換器は一つであってもよい。

次に、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房時の動作状態について図２を用いて説明する。

熱源側系統Ａの冷房時の動作状態について図２を用いて説明する。プロパンガス冷媒が冷房時において循環する第１熱源側循環系Ａ−１が図２に示されている。圧縮機１３から吐出されたプロパンガス冷媒蒸気は、オイルセパレータ２１において油分が分離回収され、四方弁２５をポートｄからポートｃへと通過して熱源側熱交換器１５に流入する。プロパンガス冷媒は、熱源側熱交換器１５において大気に熱を放出して凝縮し、レシーバ２７に飽和液状態で貯留される。レシーバ２７から流出したプロパンガス冷媒は、過冷却器２０において熱交換部位２９を通過する際に、熱交換部位３０のプロパンガス冷媒に熱を放出して過冷却液となる。そして、プロパンガス冷媒は、膨張弁３７を通過する際に絞り膨張してその圧力および温度が低下するとともに、一部が蒸発して湿り蒸気となる。湿り蒸気状態のプロパンガス冷媒は、カスケード熱交換器１６において熱交換部位３１を通過する際に熱交換部位３２の二酸化炭素冷媒から熱を吸収して蒸発する。熱交換部位３１から流出したプロパンガス冷媒は、過冷却器２０において熱交換部位２９のプロパンガス冷媒から熱を吸収し、四方弁２５をポートａからポートｂへと通過し、アキュムレータ２３を経由して圧縮機１３に還流する。そして、プロパンガス冷媒は、圧縮機１３により圧縮されてその圧力および温度が上昇して吐出される。

負荷側系統Ｂの冷房時の動作状態について説明する。二酸化炭素冷媒が冷房時において循環する第１負荷側循環系Ｂ−１が図２に示されている。二酸化炭素冷媒は一定の循環圧力に保たれたまま第１負荷側循環系Ｂ−１を循環する。カスケード熱交換器１６の熱交換部位３２において、熱交換部位３１のプロパンガス冷媒に熱を放出して凝縮した二酸化炭素冷媒は、開閉弁６４を通過してレシーバ２８に流入し、飽和液の状態で貯留される。レシーバ２８から流出した二酸化炭素冷媒は、開閉弁６６と、逆止弁４８と、接続部位ｂ−４とを順に通過したのち、三つに分流して負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ流入する。ここで、負荷側熱交換器１７〜１９のそれぞれに流入する二酸化炭素冷媒の流量は、流量調整弁７１〜７３によってそれぞれ調整される。二酸化炭素冷媒は、負荷側熱交換器１７〜１９において、負荷側である室内空気から熱を吸収して蒸発する。蒸発して気体状態となった二酸化炭素冷媒は、負荷側熱交換器１７〜１９から流出し、合流して一つの流れとなり、接続部位ｂ−２と、開閉弁６７と、接続部位ｂ−１とを順に通過してカスケード熱交換器１６の熱交換部位３２に還流する。この二酸化炭素冷媒の循環は、負荷側熱交換器１７〜１９を熱交換部位３２に対して重力に関して下に配置することにより、二酸化炭素冷媒の液ヘッド差による自然循環によりなされる。また、第１負荷側循環系Ｂ−１は、圧縮機１４および膨張弁３８のいずれも含んでいないため、圧縮機１４または膨張弁３８が第１負荷側循環系を循環する二酸化炭素冷媒の抵抗となることはない。図２に示すヒートポンプシステムが空調機として使用される場合には、熱交換部位３２が配置されている室外ユニット１１は建物の屋上に設置されるので、熱交換部位３２と室内に配置されている負荷側熱交換器１７〜１９との間で二酸化炭素冷媒は自然循環する。なお、自然循環では二酸化炭素冷媒の循環流量が不足する場合や、負荷側熱交換器１７〜１９を熱交換部位３２に対して重力に関して上に配置する場合には、第１熱源側循環系Ｂ−１に循環ポンプ（図示せず）を介設し、この循環ポンプによって二酸化炭素冷媒の循環をおこなってもよい。

図２に示す本発明のヒートポンプシステムの冷房時においては、熱源側系統Ａによるヒートポンプサイクルと、負荷側系統Ｂによる二酸化炭素冷媒を二次冷媒として用いた熱輸送サイクルとが同時に行なわれることにより、負荷側熱交換器１７〜１９において室内空気から吸収された熱が熱源側熱交換器１５において大気中に放出されて冷房が行なわれる。ここで、負荷側系統Ｂは、二酸化炭素冷媒の潜熱により熱を輸送するので、顕熱により熱を輸送するブラインシステムに比較して効率がよい。また、負荷側系統Ｂにおいては、二酸化炭素冷媒の循環が自然循環により行なわれる場合には、循環のための動力が不要であり、また、循環ポンプを補助的に用いた場合であっても、わずかの動力しか必要とならない。したがって、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムは、運転効率が向上している。

本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房時の動作状態について図３を用いて説明する。

はじめに、熱源側系統Ａの暖房時の動作状態について説明する。プロパンガス冷媒が暖房時において循環する第２熱源側循環系Ａ−２が図３に示されている。圧縮機１３から吐出されたプロパンガス冷媒蒸気は、オイルセパレータ２１において油分が分離回収され、四方弁２５をポートｄからポートａへと通過して熱交換部位３１に流入する。プロパンガス冷媒は、熱交換部位３１において熱交換部位３２の二酸化炭素冷媒に熱を放出して凝縮する。プロパンガス冷媒は、逆止弁４３と、開閉弁６２と、逆止弁４５とを順に通過してレシーバ２７に流入し、飽和液の状態で貯留される。レシーバ２７から流出したプロパンガス冷媒は、過冷却器２０において熱交換部位２９を通過する際に、熱交換部位３０のプロパンガス冷媒に熱を放出して過冷却される。そして、過冷却液の状態のプロパンガス冷媒は、膨張弁３６を通過する際に絞り膨張してその圧力および温度が低下するとともに、一部が蒸発して湿り蒸気となる。湿り蒸気状態のプロパンガス冷媒は、熱源側熱交換器１５を通過する際に熱源側である大気から熱を吸収して蒸発する。熱源側熱交換器１５から流出したプロパンガス冷媒は、四方弁２５をポートｃからポートｂへと通過した後、過冷却器２０において熱交換部位２９のプロパンガス冷媒から熱を吸収する。熱を吸収したプロパンガス冷媒は、アキュムレータ２３を経由して圧縮機１３に還流する。そして、プロパンガス冷媒は、圧縮機１３により圧縮されてその圧力および温度が上昇して吐出される。

負荷側系統Ｂの暖房時の動作状態について説明する。二酸化炭素冷媒が暖房時において循環する第２負荷側循環系Ｂ−２が図３に示されている。圧縮機１４から吐出された超臨界状態の二酸化炭素冷媒は、オイルセパレータ２２において油分が分離回収され、逆止弁４７を通過したのち、四方弁２６をポートｈからポートｅへと通過する。二酸化炭素冷媒は、さらに、接続部位ｂ−５と、逆止弁４９と、接続部位ｂ−２とを順に通過した後、三つに分流して負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ流入する。三つに分流した二酸化炭素冷媒は、負荷側熱交換器１７〜１９においてそれぞれ負荷側である室内空気に熱を放出して温度が低下する。ここで、負荷側熱交換器１７〜１９は、ガスクーラーとして機能している。負荷側熱交換器１７〜１９からそれぞれ流出した二酸化炭素冷媒は、流量調整弁７１〜７３をそれぞれ通過したのち、合流して一つの流れとなる。合流した二酸化炭素冷媒は、接続部位ｂ−４と膨張弁３８とを順に通過する。二酸化炭素冷媒は、膨張弁３８を通過する際にその圧力および温度が低下し、飽和液と飽和蒸気とを含む湿り蒸気となる。湿り蒸気状態の二酸化炭素冷媒は、熱交換部位３２を通過する際に熱交換部位３１のプロパンガス冷媒から熱を吸収して蒸発する。熱交換部位３２から流出した二酸化炭素冷媒は、接続部位ｂ−１およびｂ−６を順に通過し、さらに四方弁２５をポートｇからポートｆへと通過し、アキュムレータ２４を経由して圧縮機１４に還流する。そして、二酸化炭素冷媒は、圧縮機１４により圧縮されてその圧力および温度が上昇して超臨界状態となって吐出される。

図３示す本発明のヒートポンプシステムの暖房時においては、熱源側系統Ａによるヒートポンプサイクルと、負荷側系統Ｂによるヒートポンプサイクルとが同時に行なわれることにより、熱源側熱交換器１５において熱源側である大気から吸収された熱が負荷側熱交換器１７〜１９において負荷側である室内空気に放出されて暖房が行なわれる。したがって、本発明のヒートポンプシステムは、二つのヒートポンプを用いて暖房をおこなうため、運転効率が向上している。

本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムのデフロスト時の動作状態について図４を用いて説明する。

熱源側系統Ａにおいては、図４に示すプロパンガス冷媒がデフロスト時に循環する経路は、図２に示す第１熱源側循環系Ａ−１と一致している。そして、熱源側系統Ａのデフロスト時の動作状態は冷房時の動作状態と同様であるので、熱源側系統Ａについては説明を省略する。

負荷側系統Ｂのデフロスト時の動作状態について説明する。二酸化炭素冷媒がデフロスト時に循環するデフロスト循環系Ｂ−３が図４に示されている。圧縮機１４から吐出された二酸化炭素冷媒蒸気は、オイルセパレータ２２において油分が分離回収され、逆止弁４７を通過し、四方弁２６をポートｈからポートｇへと通過して接続部位ｂ−６に流入する。二酸化炭素冷媒は、接続部位ｂ−６において、接続部位ｂ−１を通過してカスケード熱交換器１６へ向かう第１分流と、開閉弁６８を通過して絞り弁５６へ向かう第２分流とに分流する。第１分流の二酸化炭素冷媒は、カスケード熱交換器１６において熱交換部位３２を通過する際に熱交換部位３１のプロパンガス冷媒に熱を放出して凝縮し、開閉弁６４を通過したのち、レシーバ２８に飽和液の状態で貯留される。レシーバ２８から流出した第１分流の二酸化炭素冷媒は、開閉弁６５と絞り弁５５とを順に通過する。第１分流の二酸化炭素冷媒は、絞り弁５５を通過する際に絞り膨張してその圧力が圧縮機１４の吸入側の圧力まで低下するとともに温度が低下し、一部が蒸発して湿り蒸気となる。湿り蒸気状態の第１分流の二酸化炭素冷媒は、接続部位ｂ−５において絞り弁５６を通過して圧縮機１４の吸入側の圧力となった第２分流の二酸化炭素冷媒と合流する。ここで、第１分流の二酸化炭素冷媒に含まれている飽和液は、第２分流の二酸化炭素冷媒から熱を吸収して蒸発する。合流して蒸気状態となった二酸化炭素冷媒は、四方弁２６をポートｅからポートｆへと通過し、アキュムレータ２４を経由して圧縮機１４に還流する。そして、二酸化炭素冷媒は、圧縮機１４により圧縮されて吐出される。このとき、二酸化炭素冷媒は、圧縮機から圧縮仕事にるエネルギーを受け取るため、温度が上昇する。ここで、絞り弁５６を有している接続部位ｂ−５と接続部位ｂ−６との間の配管はホットガスバイパスとして機能している。

図４に示すように、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムのデフロスト時においては、熱源側系統Ａによるヒートポンプサイクルと、負荷側系統Ｂによるサイクルとが同時に行なわれることにより、圧縮機１３および１４による圧縮仕事のエネルギーが熱源側熱交換器１５において熱として放出される。この放出される熱により熱源側熱交換器１５に付着した霜が融解して霜取りが行なわれる。デフロストによって熱源側熱交換器１５における熱交換が促進されるため、本発明のヒートポンプシステムの運転効率が向上する。

（第２の実施形態）
図５に示す本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムは、熱源側系統Ａと負荷側系統Ｂ’と冷水系統Ｗとから構成されている。熱源側系統Ａおよび負荷側系統Ｂ’には、プロパンガス冷媒および二酸化炭素冷媒がそれぞれ充填されている。熱源側系統Ａと負荷側系統Ｂ’とは、カスケード熱交換器１６において熱的に接続されており、カスケード熱交換器１６においてプロパンガス冷媒と二酸化炭素冷媒とは熱交換される。冷水系統Ｗは、負荷側系統Ｂ’の二酸化炭素冷媒によって氷蓄熱が行なわれる氷蓄熱槽７８を有している。また、蓄熱された氷により得られる冷水は、水−二酸化炭素熱交換器７６において負荷側系統Ｂ’の二酸化炭素冷媒と熱交換される。

図５に示す熱源側系統Ａの構成は、図２に示す熱源側系統Ａの構成と同様である。したがって熱源側系統Ａの構成についての説明は省略する。

負荷側系統Ｂ’の構成を説明する。負荷側系統Ｂ’は、圧縮機１４を有する圧縮機部と、負荷側熱交換器１７〜１９と、膨張弁３８を有する膨張弁部と、熱交換部位３２とを備えるヒートポンプを形成している。

圧縮機部は、圧縮機１４と、オイルセパレータ２２と、アキュムレータ２４と、逆止弁４７と、四方弁２６と、開閉弁６７とを備えている。これらの接続関係は図２に示す接続関係と同様である。さらに、圧縮機部においては、ポートｇとポートｇに接続されている開閉弁６７の接続口との間の配管に接続部位ｂ’−１が設けられている。また、ポートｅとポートｅに接続されている開閉弁６７の接続口との間の配管には、開閉弁６７に近いほうから順に接続部位ｂ’−２と、接続部位ｂ’−３と、三方弁７５とが設けられている。ここで、三方弁７５のポートｉは四方弁２６のポートｅに接続されており、ポートｊは接続部ｂ’−３に接続されている。圧縮機部においては、四方弁２６の切替えにより、ポートｅとポートｇとで二酸化炭素冷媒の吸入口と吐出口とが切替わる。

つぎに、膨張弁部の構成について説明する。膨張弁部は、熱交換部位３２と接続部位ｂ’−２とを接続している膨張弁３８と、接続部位ｂ’−３と負荷側熱交換器１７とを接続している二つのポートを有する切替え器７７と、接続部位ｂ’−３と切替え器７７のポートｌとの間の配管に介設されている熱交換部位３３と、切替え器７７のポートｍと負荷側熱交換器１７との間の配管に介設されている流量調整弁７１と、切替え器７７のポートｍと流量調整弁７１との間の配管に設けられている接続部位ｂ’−４とを有している。ここで、切替え器７７は、ポートｌとポートｍとの間の切替え器７７の内部流路を、逆止弁５１と、逆止弁５２と、膨張弁３９のいずれか一つを経由するように切替える。逆止弁５１は、内部流路をポートｌからポートｍへと通過する方向の流れのみを通過させ、逆止弁５２は、逆方向の流れのみを通過させる。また、膨張弁部においては、膨張弁３８と熱交換部位３２との間の配管に接続部位ｂ’−５が設けられており、接続部位ｂ’−５と接続部位ｂ’−４とがレシーバ２８を介して接続されている。そして、接続部位ｂ’−５とレシーバ２８との間の配管に開閉弁６４が介設されており、レシーバ２８と接続部位ｂ’−４との間の配管に開閉弁６５が介設されている。接続部位ｂ’−４と流量調整弁７１との間の配管から分岐している配管は、途中でさらに分岐して流量調整弁７２および７３をそれぞれ介して負荷側熱交換器１８および１９にそれぞれ接続されている。

三方弁７５のポートｋに接続されている配管のポートｋに接続されていない側の端部は、三つに分岐して負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ接続されている。また、接続部位ｂ’−１は、熱交換部位３２の接続部位ｂ’−５に接続されていない側の接続口に接続されている。さらに、氷蓄熱槽７８に配設されている製氷用熱交換器３５は、一方の接続口が逆止弁５０を介して接続部位ｂ’−１と熱交換部位３２との間の配管に接続されており、他方の接続口が開閉弁６６を介してレシーバ２８と開閉便６５との間の配管に接続されている。

冷水系統Ｗは、氷蓄熱槽７８と、冷水循環ポンプ７９と、熱交換部位３４とが環状に接続されて形成されている。熱交換部位３４は、負荷側系統Ｂ’の熱交換部位３３とともに冷水系統Ｗを循環する冷水と負荷側系統Ｂ’を循環する二酸化炭素冷媒とを熱交換する水−二酸化炭素熱交換器７６を形成している。

負荷側熱交換器１７〜１９および流量調整弁７１〜７３は、室内ユニット１２に組み込まれている。室内ユニット１２に組み込まれていない負荷側系統Ｂ’の構成要素と、熱源側系統Ａと、冷水系統Ｗとは、室外ユニット１１’に組み込まれている。なお、本実施形態においては、負荷側熱交換器が複数設けられているが、負荷側熱交換器は一つであってもよい。

本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムは、氷蓄熱をおこない、蓄熱により得られる冷水を利用して放冷冷房をおこなうことができる。熱源側系統Ａのプロパンガス冷媒は、氷蓄熱時において図５に示す第１熱源側循環系Ａ−１を循環する。図５に示す第１熱源側循環系Ａ−１は、図２に示す第１熱源側循環系Ａ−１と一致している。そして、熱源側系統Ａの氷蓄熱時における動作状態は、第１の実施形態のヒートポンプシステムについて説明した冷房時における動作状態と同様である。すなわち、熱源側系統Ａは、カスケード熱交換器１６において負荷側系統Ｂ’から熱を吸収して熱源側熱交換器１５において熱源側である大気に放出する。

負荷側系統Ｂ’の二酸化炭素冷媒は、氷蓄熱時において図５に示す氷蓄熱循環系Ｂ’−４を循環する。氷蓄熱循環系Ｂ’−４を循環する二酸化炭素冷媒は、一定の循環圧力に保たれている。カスケード熱交換器１６の熱交換部位３２において、熱交換部位３１のプロパンガス冷媒に熱を放出して凝縮した二酸化炭素冷媒は、接続部位ｂ’−５と、開閉弁６４とを順に通過してレシーバ２８に流入し、レシーバ２８において飽和液の状態で貯留される。レシーバ２８から流出した二酸化炭素冷媒は、開閉弁６６を通過して、製氷用熱交換器３５に流入する。二酸化炭素冷媒は、製氷用熱交換器３５を通過する際に氷蓄熱層７８に貯められている水から熱を吸収して蒸発する。このとき、氷蓄熱層７８に貯められている水は、熱を奪われて凍結し、その結果、氷蓄熱がなされる。蒸発して気体となった二酸化炭素冷媒は、製氷用熱交換器３５から流出し、逆止弁５０を通過してカスケード熱交換器１６の熱交換部位３２に還流する。この二酸化炭素冷媒の循環は、製氷用熱交換器３５を熱交換部位３２に対して重力に関して下に配置することにより、二酸化炭素冷媒の液ヘッド差による自然循環によりなされる。また、氷蓄熱循環系Ｂ’−４は、圧縮機１４または膨張弁３８を含んでいないため、圧縮機１４または膨張弁３８が氷蓄熱循環系Ｂ’−４を循環する二酸化炭素冷媒の抵抗となることはない。なお、自然循環では二酸化炭素冷媒の循環流量が不足する場合や、製氷用熱交換器３５を熱交換部位３２に対して重力に関して上に配置する場合には、氷蓄熱循環系Ｂ’−４に循環ポンプ（図示せず）を介設し、この循環ポンプによって二酸化炭素冷媒の循環をおこなってもよい。

放冷冷房時において、氷蓄熱によって得られた冷水が循環する冷水循環系Ｗ−１が図５に示されている。氷蓄熱槽７８に貯めれれている冷水は、冷水循環ポンプ７９により水−二酸化炭素熱交換器７６の熱交換部位３４を循環して氷蓄熱槽７８に還流する。このとき冷水は熱交換部位３４において熱交換部位３３の二酸化炭素冷媒から熱を吸収する。

放冷冷房時に二酸化炭素冷媒が循環する放冷冷却循環系Ｂ’−５が図５に示されている。二酸化炭素冷媒は一定の循環圧力に保たれたまま放冷冷却循環系Ｂ’−５を循環する。水−二酸化炭素熱交換器７６の熱交換部位３３において、熱交換部位３４の冷水に熱を放出して凝縮し、飽和液となった二酸化炭素冷媒は、切替え器７７において逆止弁５１を経由する内部流路をポートｌからポートｍへと通過したのち三つに分流し、負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ流入する。ここで、負荷側熱交換器１７〜１９のそれぞれに流入する二酸化炭素冷媒の流量は、流量調整弁７１〜７３によってそれぞれ調整される。二酸化炭素冷媒は、負荷側熱交換器１７〜１９において、負荷側である室内空気から熱を吸収して蒸発する。蒸発して気体となった二酸化炭素冷媒は、負荷側熱交換器１７〜１９から流出し、合流して一つの流れとなる。合流した二酸化炭素冷媒は、三方弁７５をポートｋからポートｊへと通過し、さらに、接続部位ｂ’−３を通過して水−二酸化炭素熱交換器７６の熱交換部位３３に還流する。この二酸化炭素冷媒の循環は、負荷側熱交換器１７〜１９を熱交換部位３３に対して重力に関して下に配置することにより、二酸化炭素冷媒の液ヘッド差による自然循環によりなされる。図５に示すヒートポンプシステムが空調機として使用される場合には、熱交換部位３３が配置されている室外ユニット１１’は建物の屋上に設置されるので、熱交換部位３３と室内に配置されている負荷側熱交換器１７〜１９との間で二酸化炭素冷媒は自然循環する。なお、自然循環では二酸化炭素冷媒の循環流量が不足する場合や、負荷側熱交換器１７〜１９を熱交換部位３３に対して重力に関して上に配置する場合には、放冷冷却循環系Ｂ’−５に循環ポンプ（図示せず）を介設し、この循環ポンプによって二酸化炭素冷媒の循環をおこなってもよい。

本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムにおいては、夜間に氷蓄熱がおこなわれ、氷蓄熱により得られた冷水によって昼間に放冷冷房がおこなわれる。このようにすることによって、割安な深夜電力を利用して昼間の冷房をおこなうことが可能である。また、夜間の氷蓄熱においては、気温の低い夜間の大気が熱源として用いられるため、運転効率が向上する。さらに、二酸化炭素冷媒が自然循環によって放冷冷却循環系をＢ’−５循環する場合には、放冷冷房時における本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの消費電力はゼロであるので、高い運転効率が達成される。

本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムにおいては、放冷冷却による冷房中に夜間に氷蓄熱された冷熱を使い切った場合には、通常の冷房運転を行なえばよい。

本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房時の動作状態について図６を用いて説明する。

熱源側系統Ａのプロパンガス冷媒は、冷房時において図６に示す第１熱源側循環系Ａ−１を循環する。図６に示す第１熱源側循環系Ａ−１は、図２に示す第１熱源側循環系Ａ−１と一致している。そして、熱源側系統Ａの冷房時における動作状態は、第１の実施形態のヒートポンプシステムについて説明した冷房時における動作状態と同様である。すなわち、熱源側系統Ａは、カスケード熱交換器１６において負荷側系統Ｂ’から熱を吸収して熱源側熱交換器１５において熱源側である大気に放出する。

次に負荷側系統Ｂ’の冷房時の動作状態について説明する。二酸化炭素冷媒が冷房時において循環する第１負荷側循環系Ｂ’−１が図６に示されている。二酸化炭素冷媒は一定の循環圧力に保たれたまま第１負荷側循環系Ｂ’−１を循環する。気体状態の二酸化炭素冷媒は、カスケード熱交換器１６の熱交換部位３２において、熱交換部位３１のプロパンガス冷媒に熱を放出して凝縮し、接続部位ｂ’−５と開閉弁６４とを順に通過してレシーバ２８に流入し、レシーバ２８において飽和液の状態で貯留される。レシーバ２８から流出した二酸化炭素冷媒は、開閉弁６５と接続部位ｂ’−４とを順に通過したのち、三つに分流して負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ流入する。ここで、負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ流入する二酸化炭素冷媒の流量は、流量調整弁７１〜７３によってそれぞれ調整される。二酸化炭素冷媒は、負荷側熱交換器１７〜１９において、負荷側である室内空気から熱を吸収して蒸発する。蒸発して気体となった二酸化炭素冷媒は、負荷側熱交換器１７〜１９から流出し、合流して一つの流れとなる。そして、二酸化炭素冷媒は、三方弁７５をポートｋからポートｊへと通過し、さらに、接続部位ｂ’−３と、接続部位ｂ’−２と、開閉弁６７と、接続部位ｂ’−１とを順に通過してカスケード熱交換器１６の熱交換部位３２に還流する。この二酸化炭素冷媒の循環は、負荷側熱交換器１７〜１９を熱交換部位３２に対して重力に関して下に配置することにより、二酸化炭素冷媒の液ヘッド差による自然循環によりなされる。本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムが空調機として使用される場合には、熱交換部位３２が配置されている室外ユニット１１’は建物の屋上に設置されるので、熱交換部位３２と室内に配置されている負荷側熱交換器１７〜１９との間で二酸化炭素冷媒は自然循環する。なお、自然循環では二酸化炭素冷媒の循環流量が不足する等の場合には、第１負荷側循環系Ｂ’−１に循環ポンプ（図示せず）を介設し、この循環ポンプによって二酸化炭素冷媒の循環をおこなってもよい。

本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房時においては、図６に示すように、熱源側系統Ａによるヒートポンプサイクルと、負荷側系統Ｂ’による二酸化炭素冷媒を二次冷媒として用いた熱輸送サイクルとが同時に行なわれることにより、負荷側熱交換器１７〜１９において負荷側である室内空気から吸収された熱が熱源側熱交換器１５において大気中に放出されて冷房が行なわれる。ここで、負荷側系統Ｂ’は、二酸化炭素冷媒の潜熱により熱を輸送するので、顕熱により熱を輸送するブラインシステムに比較して効率がよい。また、負荷側系統Ｂ’においては、二酸化炭素冷媒の循環が自然循環により行なわれる場合には、循環のための動力が不要であり、また、循環ポンプを補助的に用いた場合であっても、わずかの動力しか必要とならない。したがって、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムにおいては、運転効率が向上している。

次に、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房時の動作状態について図７を用いて説明する。本発明のヒートポンプシステムは、暖房時において氷蓄熱により得られる冷水を利用する。

熱源側系統Ａのプロパンガス冷媒は、暖房時において図７に示す第２熱源側循環系Ａ−２を循環する。図７に示す第２熱源側循環系Ａ−２は、図３に示す第２熱源側循環系Ａ−２と一致している。そして、熱源側系統Ａの暖房時における動作状態は、第１の実施形態のヒートポンプシステムについて説明した暖房時における動作状態と同様である。すなわち、熱源側系統Ａは、熱源側熱交換器１５において熱源側である大気から熱を吸収してカスケード熱交換器１６において負荷側系統Ｂ’に放出する。

つぎに、負荷側系統Ｂ’の暖房時の動作状態について説明する。二酸化炭素冷媒が暖房時において循環する第２負荷側循環系Ｂ’−２が図７において示されている。圧縮機１４から吐出された超臨界状態の二酸化炭素冷媒は、オイルセパレータ２２において油分が分離回収され、四方弁２６をポートｈからポートｅへと通過し、さらに三方弁７５をポートｉからポートｋへと通過し、それから三つに分流して負荷側熱交換器１７〜１９にそれぞれ流入する。三つに分流した二酸化炭素冷媒は、ガスクーラーとして機能する負荷側熱交換器１７〜１９においてそれぞれ室内空気に熱を放出して温度が低下する。負荷側熱交換器１７〜１９から流出した二酸化炭素冷媒は、合流して一つの流れとなり、接続部位ｂ’−４を通過してポートｍから切替え器７７に流入する。二酸化炭素冷媒は、切替え器７７において開閉弁６９と逆止弁５２とを経由する内部流路を通過してポートｌから流出し、熱交換部位３３に流入する。二酸化炭素冷媒は、熱交換部位３３において、熱交換部位３４の冷水に熱を放出して冷却される。冷却された二酸化炭素冷媒は、接続部位ｂ’−３と、接続部位ｂ’−２とを順に通過して膨張弁３８に圧送される。二酸化炭素冷媒は、膨張弁３８を通過する際に絞り膨張してその圧力および温度が低下する。膨張弁３８から流出した二酸化炭素冷媒は、熱交換部位３２を通過する際に熱交換部位３１のプロパンガス冷媒から熱を吸収して蒸発する。熱交換部位３２から流出した気体状態の二酸化炭素冷媒は、接続部位ｂ’−１を通過し、さらに四方弁２５をポートｇからポートｆへと通過し、アキュムレータ２４を経由して圧縮機１４に還流する。そして、二酸化炭素冷媒は、圧縮機１４により圧縮されてその圧力および温度が上昇して超臨界状態となって吐出される。

冷水系統Ｗの暖房時の動作状態について説明する。氷蓄熱槽７８において氷蓄熱された氷により得られた冷水は、図７に示す冷水循環系Ｗ−１を循環する。冷水循環ポンプ７９は、氷蓄熱槽７８に貯められた冷水を水−二酸化炭素熱交換器７６の熱交換部位３４に循環させる。このとき冷水は、熱交換部位３４において熱交換部位３３の二酸化炭素冷媒から熱を吸収し、二酸化炭素冷媒を冷却する。

図７に示す本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房時においては、熱源側系統Ａによるヒートポンプサイクルと、負荷側系統Ｂ’によるヒートポンプサイクルとが同時に行なわれることにより、熱源側熱交換器１５において熱源側である大気から吸収された熱が負荷側熱交換器１７〜１９において負荷側である室内空気に放出されて暖房が行なわれる。このとき、二酸化炭素冷媒が水−二酸化炭素熱交換器７６において冷却されるため、運転効率が向上する。

次に、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムのデフロスト時の動作状態について図８を用いて説明する。本発明のヒートポンプシステムは、デフロスト時において氷蓄熱により得られる冷水を利用する。

図８に示す熱源側系統Ａにおいて、プロパンガス冷媒がデフロスト時に循環する経路は、図２に示す第１熱源側循環系Ａ−１と一致している。そして、熱源側系統Ａのデフロスト時における動作状態は、第１の実施形態のヒートポンプシステムについて説明した冷房時における動作状態と同様である。すなわち、熱源側系統Ａは、カスケード熱交換器１６において負荷側系統Ｂ’から熱を吸収して熱源側熱交換器１５において熱源側である大気に放出する。

負荷側系統Ｂ’のデフロスト時の動作状態について説明する。二酸化炭素冷媒がデフロスト時に循環するデフロスト循環系Ｂ’−３が図８に示されている。圧縮機１４から吐出された二酸化炭素冷媒蒸気は、オイルセパレータ２２において油分が分離回収され、逆止弁４７を通過し、さらに、四方弁２６をポートｈからポートｇへと通過する。二酸化炭素冷媒は、さらに、接続部位ｂ’−１を通過したのちカスケード熱交換器１６に流入する。二酸化炭素冷媒は、カスケード熱交換器１６において熱交換部位３２を通過する際に熱交換部位３１のプロパンガス冷媒に熱を放出して凝縮し、開閉弁６４を通過したのち、レシーバ２８に飽和液の状態で貯留される。レシーバ２８から流出した二酸化炭素冷媒は、開閉弁６５と、接続部位ｂ’−４と、切替え器７７とを順に通過する。二酸化炭素冷媒は、切替え器７７においては、ポートｍから切替え器７７に流入し、膨張弁３９を経由する内部流路を通ってポートｌへと通過する。二酸化炭素冷媒は、膨張弁３９を通過する際に絞り膨張してその圧力と温度が低下する。膨張弁３９を通過した二酸化炭素冷媒は、熱交換部位３３を通過する際に熱交換部位３４の冷水から熱を吸収して蒸発し、気体状態となる。気体状態となった二酸化炭素冷媒は、三方弁７５をポートｊからポートｉへと通過し、さらに、四方弁２６をポートｅからポートｆへと通過し、アキュムレータ２４を経由して圧縮機１４に還流する。そして、二酸化炭素冷媒は、圧縮機１４により圧縮されて高圧側に吐出される。

次に、冷水系統Ｗのデフロスト時の動作状態について説明する。氷蓄熱槽７８において氷蓄熱された氷により得られた冷水は、図８に示す冷水循環系Ｗ−１を循環する。冷水循環ポンプ７９は、氷蓄熱槽７８に貯められた冷水を水−二酸化炭素熱交換器７６の熱交換部位３４に循環させる。このとき冷水は、熱交換部位３４において熱交換部位３３の二酸化炭素冷媒へ熱を放出する。

デフロスト時においては、氷蓄熱槽７８の底近くの冷水を冷水循環系Ｗ−１に循環することで、熱交換部位３４を循環する冷水の温度は水の密度が最大となる４℃程度となる。したがって、水−二酸化炭素熱交換器７６において、二酸化炭素冷媒が冷水から熱を吸収するためには、圧縮機１４の回転数と膨張弁３９の絞り開度とを操作することで、二酸化炭素冷媒の熱交換部位３３における蒸発温度を１℃に制御すればよい。

本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムのデフロスト時においては、熱源側系統Ａによるヒートポンプサイクルと、負荷側系統Ｂ’によるヒートポンプサイクルとが同時に行なわれることにより、圧縮機１３および１４による圧縮仕事のエネルギーと、水―熱交換器７６において二酸化炭素冷媒が冷水から熱として吸収したエネルギーとが熱源側熱交換器１５において熱として放出される。この放出される熱により熱源側熱交換器１５に付着している霜が融解して霜取りが行なわれる。デフロストによって熱源側熱交換器１５における熱交換が促進されるため、本発明のヒートポンプシステムの運転効率が向上する。

図９は本発明の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房運転条件の一例を示すためのｐ−ｈ線図であり、図９（Ａ）は高温側であるプロパンガス冷媒について示し、図９（Ｂ）は低温側である二酸化炭素冷媒について示す。ここで、圧力は縦軸にｐで表され、エンタルピは横軸にｈで表されている。図９は、冷房時の定格条件である外気温度３５℃ＤＢ、室内温度２７℃ＤＢ／１９℃ＷＢにおける運転条件の一例を示している。

図９（Ａ）においては、プロパンの臨界点、飽和液線および飽和蒸気線が、点Ｃ、曲線ＸＣおよび曲線ＣＹでそれぞれ示されており、さらに、１３℃、２５℃、３６℃における等温線の一部が示されている。本発明の第１および第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房時におけるプロパンガス冷媒の状態変化を表すヒートポンプサイクルＰ−１が示されている。ヒートポンプサイクルＰ−１は、圧縮過程Ｐ−１−１と、高圧過程Ｐ−１−２と、膨張過程Ｐ−１−３と、低圧過程Ｐ−１−４とから成る。圧縮過程Ｐ−１−１において、過熱蒸気状態のプロパンガス冷媒は圧縮機１３により圧縮されて圧力およびエンタルピが増加する。このとき同時に、プロパンガス冷媒の温度も上昇している。また、圧縮過程Ｐ−１−１におけるエンタルピの増加は、圧縮機１３による圧縮仕事のエネルギーに等しい。圧縮機１３から吐出されたプロパンガス冷媒の圧力は凝縮圧力Ｐ１となっている。ここで、凝縮圧力Ｐ１はプロパンの凝縮温度が４５℃となる圧力である。プロパンガス冷媒は、圧縮過程Ｐ−１−１につづく高圧過程Ｐ−１−２において、圧力が凝縮圧力Ｐ１で一定に保たれたままエンタルピが減少する。ここで、高圧過程Ｐ−１−２は、冷却過程Ｐ−１−２−１と、凝縮過程Ｐ−１−２−２と、過冷却過程Ｐ−１−２−３とから成る。冷却過程Ｐ−１−２−１および凝縮過程Ｐ−１−２−２は、熱源側熱交換器１５において二酸化炭素冷媒が熱源側である大気に熱を放出する過程である。過冷却過程Ｐ−１−２−３は、熱源側熱交換器１５から流出したプロパンガス冷媒が、過冷却器２０の熱交換部位２９において、熱交換部位３０のプロパンガス冷媒に熱を放出して過冷却状態となる過程である。プロパンガス冷媒は、冷却過程Ｐ−１−２−１において熱を放出し、温度が低下して４５℃の飽和蒸気となる。飽和蒸気となったプロパンガス冷媒は、凝縮過程Ｐ−１−２−２においてさらに熱を放出し、凝縮して飽和液となる。凝縮過程Ｐ−１−２−２においては、プロパンガス冷媒の温度は凝縮温度Ｔ１である４５℃で一定に保たれる。過冷却過程Ｐ−１−２−３においては、プロパンガス冷媒は、熱交換部位２９において熱を放出し、温度が３６℃まで低下して過冷却液となる。高圧過程Ｐ−１−２につづく膨張過程Ｐ−１−３においては、プロパンガス冷媒は、膨張弁３７を通過して絞り膨張する。膨張過程Ｐ−１−３においては、プロパンガス冷媒は、エンタルピが一定に保たれたまま圧力が蒸発圧力Ｐ２に低下する。ここで、蒸発圧力Ｐ２はプロパンの蒸発温度が７℃となる圧力である。膨張過程Ｐ−１−３は、過冷却液状態のプロパンガス冷媒が飽和液となる第１膨張過程Ｐ−１−３−１と、飽和液となったプロパンガス冷媒の一部が蒸発して湿り蒸気となる第２膨張過程Ｐ−１−３−２とから成る。プロパンガス冷媒の温度は、膨張過程Ｐ−１−３において蒸発温度Ｔ２である７℃に低下する。膨張過程Ｐ−１−３につづく低圧過程Ｐ−１−４においては、プロパンガス冷媒は、圧力が蒸発圧力Ｐ２で一定に保たれたままエンタルピが増加する。低圧過程Ｐ−１−４は、蒸発過程Ｐ−１−４−１と、第１過熱過程Ｐ−１−４−２と、第２過熱過程Ｐ−１−４−３とから成る。蒸発過程Ｐ−１−４−１と、第１過熱過程Ｐ−１−４−２とは、カスケード熱交換器１６の熱交換部位３１においてプロパンガス冷媒が熱交換部位３２の二酸化炭素冷媒から熱を吸収する過程である。プロパンガス冷媒は、蒸発過程Ｐ−１−４−１において蒸発して飽和蒸気となり、さらに、第１過熱過程Ｐ−１−４−２において過熱蒸気となって温度が１３℃に上昇する。第２過熱過程においては、カスケード熱交換器１６から流出したプロパンガス冷媒は、過冷却器２０において熱交換部位３０を通過する際に、熱交換部位２９のプロパンガス冷媒から熱を吸収し、温度が２５℃に上昇する。ここで、蒸発過程Ｐ−１−４−１においてはプロパンガス冷媒の温度は蒸発温度Ｔ２である７℃に保たれる。熱交換部位３０を通過したプロパンガス冷媒が圧縮機１３に還流して、ヒートポンプサイクルＰ−１が繰り返される。

図９（Ｂ）においては、二酸化炭素の臨界点、飽和液線および飽和蒸気線が、点Ｃ’、曲線Ｘ’Ｃ’および曲線Ｃ’Ｙ’でそれぞれ示されており、さらに、１３℃における等温線の一部が示されている。本発明の第１および第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房時における二酸化炭素冷媒の状態変化を表すサイクルＣ−１が示されている。サイクルＣ−１においては、二酸化炭素冷媒の圧力は、二酸化炭素冷媒が第１負荷側循環系Ｂ−１およびＢ’−１を循環する循環圧力Ｐ３で一定に保たれている。図９（Ｂ）に示す例では、循環圧力Ｐ３は、二酸化炭素の飽和温度が１０℃となる４．５ＭＰａである。サイクルＣ−１は、二酸化炭素冷媒のエンタルピが増加する放熱過程Ｃ−１−１と減少する吸熱過程Ｃ−１−２とから成る。放熱過程Ｃ−１−１においては、二酸化炭素冷媒はカスケード熱交換器１６の熱交換部位３２において熱交換部位３１のプロパンガス冷媒に熱を放出する。放熱過程Ｃ−１−１は、過熱蒸気状態の二酸化炭素冷媒の温度が低下して飽和温度Ｔ３である１０℃の飽和蒸気となる冷却過程Ｃ−１−１−１と、温度が飽和温度Ｔ３である１０℃に保たれたまま二酸化炭素冷媒が凝縮して飽和液となる凝縮過程Ｃ−１−１−２とから成る。吸熱過程Ｃ−１−２においては、二酸化炭素冷媒は負荷側熱交換器１７〜１９において負荷側である室内空気から熱を吸収する。吸熱過程Ｃ−１−２は、飽和液状態の二酸化炭素冷媒が、飽和温度Ｔ３である１０℃に保たれたまま蒸発して飽和蒸気となる蒸発過程Ｃ−１−２−１と、二酸化炭素蒸気の温度が上昇して温度１３℃の過熱蒸気となる過熱過程Ｃ−１−２−２とから成る。図９（Ｂ）から明らかなように、二酸化炭素冷媒が熱交換部位３２において放熱過程Ｃ−１−１により放出する熱量と、負荷側熱交換器１７〜１９において吸熱過程Ｃ−１−２により吸収する熱量とは等しい。

図１０は本発明の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房運転条件の一例を示すためのｐ−ｈ線図であり、図１０（Ａ）は高温側である二酸化炭素冷媒について示し、図１０（Ｂ）は低温側であるプロパンガス冷媒について示す。ここで、圧力は縦軸にｐで表され、エンタルピは横軸にｈで表されている。図１０は、暖房時の定格条件である外気温度７℃ＤＢ／６℃ＷＢ、室内温度２０℃ＤＢにおける運転条件の一例を示している。

図１０（Ａ）においては、二酸化炭素の臨界点、飽和液線および飽和蒸気線が、点Ｃ’、曲線Ｘ’Ｃ’および曲線Ｃ’Ｙ’でそれぞれ示されており、さらに、１０℃および２５℃における等温線の一部が示されている。本発明の第１および第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房時における二酸化炭素冷媒の状態変化をそれぞれ表すヒートポンプサイクルＣ−２およびＣ−３が示されている。

ヒートポンプサイクルＣ−２は、圧縮過程Ｃ−２−１と、高圧過程Ｃ−２−２と、膨張過程Ｃ−２−３と、低圧過程Ｃ−２−４とから成る。圧縮過程Ｃ−２−１において、過熱蒸気状態の二酸化炭素冷媒は圧縮機１４により圧縮されて圧力およびエンタルピが増加する。このとき同時に、二酸化炭素冷媒の温度も上昇している。また、圧縮過程Ｃ−２−１におけるエンタルピの増加は、圧縮機１４による圧縮仕事のエネルギーに等しい。圧縮機１４から吐出された二酸化炭素冷媒は、超臨界状態となっており、そのときの圧力は高圧圧力Ｐ４である。高圧圧力Ｐ４は、本運転条件において８ＭＰａとなされており、二酸化炭素の臨界圧力ＣＰよりも高い。圧縮過程Ｃ−２−１につづく高圧過程Ｃ−２−２は、負荷側熱交換器１７〜１９において二酸化炭素冷媒が負荷側である室内空気に熱を放出する過程である。二酸化炭素冷媒は、高圧過程Ｃ−２−２において、圧力が高圧圧力Ｐ４で一定に保たれたままエンタルピが減少する。このとき、二酸化炭素冷媒は冷却されて温度が２５℃になる。冷却されて２５℃となった二酸化炭素冷媒は、膨張過程Ｃ−２−３において、膨張弁３８を通過する際に絞り膨張する。膨張過程Ｃ−２−３においては、二酸化炭素冷媒は、エンタルピが一定に保たれたまま圧力が蒸発圧力Ｐ５に低下する。ここで、蒸発圧力Ｐ５は二酸化炭素の蒸発温度が１５℃となる圧力である。本運転条件においては、蒸発圧力Ｐ５は二酸化炭素の臨界圧力ＣＰより低い５．１ＭＰａである。膨張過程Ｃ−２−３は、二酸化炭素冷媒が飽和液となる第１膨張過程Ｃ−２−３−１と、飽和液となった二酸化炭素冷媒の一部が蒸発して湿り蒸気となる第２膨張過程Ｃ−２−３−２とから成る。二酸化炭素冷媒の温度は、膨張過程Ｃ−２−３において蒸発温度Ｔ５である１５℃に低下する。膨張過程Ｃ−２−３につづく低圧過程Ｃ−２−４においては、二酸化炭素冷媒は、圧力が蒸発圧力Ｐ５で一定に保たれたままエンタルピが増加する。低圧過程Ｃ−２−４は、二酸化炭素冷媒が熱交換部位３２において熱交換部位３１のプロパンガス冷媒から熱を吸収する過程である。低圧過程Ｃ−２−４は、蒸発過程Ｃ−２−４−１と、過熱過程Ｃ−２−４−２とから成る。二酸化炭素冷媒は、蒸発過程Ｃ−２−４−１において蒸発して飽和蒸気となり、さらに、過熱過程Ｃ−２−４−２において過熱蒸気となって温度が２５℃に上昇する。ここで、蒸発過程Ｃ−２−４−１においては二酸化炭素冷媒の温度は蒸発温度Ｔ５である１５℃に保たれる。熱交換部位３２から流出した二酸化炭素冷媒が圧縮機１４に還流して、ヒートポンプサイクルＣ−２が繰り返される。

ヒートポンプサイクルＣ−３は、圧縮過程Ｃ−３−１と、高圧過程Ｃ−３−２と、膨張過程Ｃ−３−３と、低圧過程Ｃ−３−４とから成る。圧縮過程Ｃ−３−１は圧縮過程Ｃ−２−１と同様であるので説明を省略する。圧縮過程Ｃ−３−１につづく高圧過程Ｃ−３−２において、二酸化炭素冷媒は、圧力が高圧圧力Ｐ４で一定に保たれたままエンタルピが減少する。高圧過程Ｃ−３−２は、二酸化炭素冷媒の温度が２５℃まで低下する第１高圧過程Ｃ−３−２−１と、温度がさらに低下して１０℃となる第２高圧過程Ｃ−３−２−２とから成る。第１高圧過程Ｃ−３−２−１は、高圧過程Ｃ−２−２と同様であるので説明は省略する。第２高圧過程Ｃ−３−２−２は、二酸化炭素冷媒が熱交換部位３３において熱交換部位３４の冷水に熱を放出する過程である。二酸化炭素冷媒は、つづく膨張過程Ｃ−３−３において、膨張弁３８を通過して絞り膨張する。膨張過程Ｃ−３−３においては、二酸化炭素冷媒は、エンタルピが一定に保たれたまま圧力が蒸発圧力Ｐ５に低下し、同時に温度が低下する。膨張過程Ｃ−３−３につづく低圧過程Ｃ−３−４においては、二酸化炭素冷媒は、圧力が蒸発圧力Ｐ５で一定に保たれたままエンタルピが増加する。低圧過程Ｃ−３−４は、二酸化炭素冷媒が熱交換部位３２において熱交換部位３１のプロパンガス冷媒から熱を吸収する過程である。低圧過程Ｃ−３−４は、第１低圧過程Ｃ−３−４−１と、蒸発過程Ｃ−３−４−２と、過熱過程Ｃ−３−４−３とから成る。第１低圧過程Ｃ−３−４−１においては、二酸化炭素冷媒は、過冷却液の状態から温度が上昇して蒸発温度Ｔ５である１５℃の飽和液となる。さらに、二酸化炭素冷媒は、蒸発過程Ｃ−３−４−２において蒸発して飽和蒸気となり、過熱過程Ｃ−３−４−３において温度が上昇して２５℃の過熱蒸気となる。ここで、蒸発過程Ｃ−３−４−２においては二酸化炭素冷媒の温度は蒸発温度Ｔ５である１５℃に保たれる。熱交換部位３２から流出した二酸化炭素冷媒が圧縮機１４に還流して、ヒートポンプサイクルＣ−３が繰り返される。図１０（Ａ）から明らかなように、ヒートポンプサイクルＣ−３においては、ヒートポンプサイクルＣ−２よりも運転効率が向上している。

図１０（Ｂ）においては、プロパンの臨界点、飽和液線および飽和蒸気線が、点Ｃ、曲線ＸＣおよび曲線ＣＹでそれぞれ示されており、さらに、５℃、１３℃、１５℃における等温線の一部が示されている。本発明の第１および第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房時におけるプロパンガス冷媒の状態変化を表すヒートポンプサイクルＰ−２が示されている。ヒートポンプサイクルＰ−２は、圧縮過程Ｐ−２−１と、高圧過程Ｐ−２−２と、膨張過程Ｐ−２−３と、低圧過程Ｐ−２−４とから成る。圧縮過程Ｐ−２−１において、過熱蒸気状態のプロパンガス冷媒は圧縮機１３により圧縮されて圧力およびエンタルピが増加する。このとき同時に、プロパンガス冷媒の温度も上昇している。また、圧縮過程Ｐ−２−１におけるエンタルピの増加は、圧縮機１３による圧縮仕事のエネルギーに等しい。圧縮機１３から吐出されたプロパンガス冷媒の圧力は凝縮圧力Ｐ６となっている。ここで、凝縮圧力Ｐ６は、プロパンの凝縮温度が２０℃となる圧力である。プロパンガス冷媒は、圧縮過程Ｐ−２−１につづく高圧過程Ｐ−２−２において、圧力が凝縮圧力Ｐ６で一定に保たれたままエンタルピが減少する。ここで、高圧過程Ｐ−２−２は、冷却過程Ｐ−２−２−１と、凝縮過程Ｐ−２−２−２と、過冷却過程Ｐ−２−２−３とから成る。冷却過程Ｐ−２−２−１および凝縮過程Ｐ−２−２−２は、プロパンガス冷媒が、熱交換部位３１において熱交換部位３２の二酸化炭素冷媒に熱を放出する過程である。過冷却過程Ｐ−２−２−３は、熱交換部位３１から流出したプロパンガス冷媒が、過冷却器２０の熱交換部位２９において、熱交換部位３０のプロパンガス冷媒に熱を放出する過程である。プロパンガス冷媒は、冷却過程Ｐ−２−２−１において熱を放出し、温度が低下して２０℃の飽和蒸気となる。飽和蒸気となったプロパンガス冷媒は、凝縮過程Ｐ−２−２−２においてさらに熱を放出し、凝縮して飽和液となる。凝縮過程Ｐ−２−２−２においては、プロパンガス冷媒の温度は凝縮温度Ｔ６である２０℃で一定に保たれる。過冷却過程Ｐ−２−２−３においては、プロパンガス冷媒は、熱交換部位２９において熱を放出して温度が低下し、１３℃の過冷却液となる。高圧過程Ｐ−２−２につづく膨張過程Ｐ−２−３においては、プロパンガス冷媒は、膨張弁３６を通過して絞り膨張する。膨張過程Ｐ−２−３においては、プロパンガス冷媒は、エンタルピが一定に保たれたまま圧力が蒸発圧力Ｐ７に低下する。ここで、蒸発圧力Ｐ７はプロパンの蒸発温度が−１℃となる圧力である。膨張過程Ｐ−２−３は、過冷却液状態のプロパンガス冷媒が飽和液となる第１膨張過程Ｐ−２−３−１と、飽和液となったプロパンガス冷媒の一部が蒸発して湿り蒸気となる第２膨張過程Ｐ−２−３−２とから成る。プロパンガス冷媒の温度は、膨張過程Ｐ−２−３において蒸発温度Ｔ７である−１℃に低下する。膨張過程Ｐ−２−３につづく低圧過程Ｐ−２−４においては、プロパンガス冷媒は、圧力が蒸発圧力Ｐ７で一定に保たれたままエンタルピが増加する。低圧過程Ｐ−２−４は、蒸発過程Ｐ−２−４−１と、第１過熱過程Ｐ−２−４−２と、第２過熱過程Ｐ−２−４−３とから成る。蒸発過程Ｐ−２−４−１と、第１過熱過程Ｐ−２−４−２とは、熱源側熱交換器１５においてプロパンガス冷媒が熱源側である大気から熱を吸収する過程である。プロパンガス冷媒は、蒸発過程Ｐ−２−４−１において蒸発して飽和蒸気となり、さらに、第１過熱過程Ｐ−２−４−２において過熱蒸気となって温度が５℃に上昇する。第２過熱過程においては、熱源側熱交換器１５から流出したプロパンガス冷媒は、過冷却器２０において熱交換部位３０を通過する際に、熱交換部位２９のプロパンガス冷媒から熱を吸収し、温度が１５℃に上昇する。ここで、蒸発過程Ｐ−２−４−１においてはプロパンガス冷媒の温度は蒸発温度Ｔ７である−１℃に保たれる。熱交換部位３０を通過したプロパンガス冷媒が圧縮機１３に還流して、ヒートポンプサイクルＰ−２が繰り返される。

本発明の第１および第２の実施形態に係るヒートポンプシステムは、内外温度差の小さい冷房運転時には１台の圧縮機を使用し、内外温度差の大きい暖房運転時には２台の圧縮機を使用する。したがって、冷房運転時に使用する熱源側系統Ａの圧縮機１３としては、冷房時の負荷に対応した出力のものを選択すればよく、暖房運転時に熱源側系統Ａの圧縮機１３と併せて使用する負荷側系統ＢおよびＢ’の圧縮機１４としては、圧縮機１３および１４の出力の合計が暖房時の負荷に対応した出力となるものを選択すればよい。

本発明の第１および第２の実施形態に係るヒートポンプシステムにおいては、熱源側系統Ａにプロパンガス冷媒を用いており、負荷側系統ＢおよびＢ’に二酸化炭素冷媒を用いている。したがって、これらの実施形態に係るヒートポンプシステムにおいては、従来のＨＦＣ冷媒を用いる空調機に比較して、地球温暖化に影響を与えるＨＦＣ冷媒が１００パーセント削減されている。また、熱源側系統Ａにおいては、プロパン以外の自然冷媒を用いてもよい。自然冷媒としては、プロパンおよび二酸化炭素の他に、アンモニア、イソブタン、水が知られている。

また、本発明のヒートポンプシステムにおいては、負荷側系統に二酸化炭素冷媒を用いて熱源側系統にＨＦＣ冷媒を用いる構成とすることも可能である。この場合のＨＦＣ冷媒の削減量は、１０馬力相当機において比較すると、負荷側熱交換器が一つのシングル機の場合で５０パーセント、負荷側熱交換器が複数のマルチ機の場合で８０パーセントである。このように、ヒートポンプシステムの負荷側系統にのみ自然冷媒を用いた場合であっても、ＨＦＣ冷媒の使用量が削減される。また、本発明のヒートポンプシステムにおいては、ヒートポンプシステムを設置する際に現地での配管工事が必要となる負荷側系統に環境への影響が小さい自然冷媒を用いることで、配管工事のときにＨＦＣ冷媒が漏れることが防がれている。そして、熱源側系統の冷媒配管を全て工場内で組立てることで、組立時にＨＦＣ冷媒が環境に漏れることを防ぐことと、熱源側系統の冷媒配管の信頼性を向上させることとが達成される。

上記から明らかなように、本発明のヒートポンプシステムにおいては、ＨＦＣ冷媒の使用量が削減されているため、地球温暖化防止に寄与する。

図１１は、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムの期間消費電力量を従来機と比較して示す図であり、図１１（Ａ）は東京における期間消費電力量の比較を示し、図１１（Ｂ）は仙台における期間消費電力量の比較を示す。ここで、比較対象とされている従来機はトップクラスの省エネ機である。また、期間消費電力量は、１０馬力相当機の場合として計算されている。

図１１（Ａ）に示されるように、冷房期間における従来機の期間消費電力量が３，５７０ｋＷｈであるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの期間消費電力量は２，８７０ｋＷｈであるので、従来機の９０パーセントの消費電力量である。暖房期間における従来機の期間消費電力量が６，０６０ｋＷｈであるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの期間消費電力量は５，７３０ｋＷｈであるので、従来機の９５パーセントの消費電力量である。したがって年間では、従来機の期間消費電力量が９，６３０ｋＷｈであるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの期間消費電力量は８，６００ｋＷｈであるので、従来機の８９パーセントの消費電力量である。

図１１（Ｂ）に示されるように、冷房期間における従来機の期間消費電力量が１，６５０ｋＷｈであるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの期間消費電力量は１，３２０ｋＷｈであるので、従来機の８０パーセントの消費電力量である。暖房期間における従来機の期間消費電力量が１５，０５０ｋＷｈであるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの期間消費電力量は１２，８３０ｋＷｈであるので、従来機の８５パーセントの消費電力量である。したがって年間では、従来機の期間消費電力量が１６，７００ｋＷｈであるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの期間消費電力量は１４，１５０ｋＷｈであるので、従来機の８５パーセントの消費電力量である。

図１１（Ａ）および（Ｂ）に示されるように、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムは、従来のトップクラスの省エネ機に比較して年間の消費電力量が東京で１１パーセント仙台で１５パーセント節減されている。したがって、本発明のヒートポンプシステムは、運転効率の向上による省エネルギー化が図られているため、地球温暖化防止に寄与する。

本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムにおいては、カスケード熱交換器１６において冷却された二酸化炭素冷媒を氷蓄熱槽７８に配設されている製氷用熱交換器３５に循環させ、夜間電力によって製氷することで氷蓄熱槽７８に蓄熱している。そして、昼間には、夜間に蓄熱された氷により得られた冷水で二酸化炭素冷媒を冷却し、冷却された二酸化炭素冷媒を負荷側熱交換器１７〜１９に循環することで冷房をおこなっている。本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムは、最大１００パーセントのピークカット運転と、ピークシフト運転とを達成することが可能である。

図１２は、本発明の第２の実施形態に係る蓄熱を利用するヒートポンプシステムの定格条件成績係数を従来機と比較して示す図である。

図１２に示されるように、ピークカット運転モードで冷房をおこなった場合の従来機の成績係数が６．０であるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの成績係数は２５である。ピークシフト運転モードで冷房をおこなった場合の従来機の成績係数が３．７であるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの成績係数は６．６である。また、標準運転モードで暖房をおこなった場合の従来機の成績係数が３．８であるのに対し、本発明のヒートポンプシステムの成績係数は４．１である。本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムは、蓄熱により得られた冷水を利用して膨張弁３８に導入される二酸化炭素冷媒を過冷却しているため、従来機よりも高い成績係数となっている。本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの成績係数は、冷房時においても暖房時においても従来機を上回っており、特に、ピークカット運転モードで冷房をおこなった場合において非常に高い値を示している。上記から明らかなように、本発明のヒートポンプシステムは、運転効率の向上による省エネルギー化が図られているため、地球温暖化防止に寄与する。

図１は、従来のヒートポンプシステムを示す回路図である。 図２は、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムの構成と冷房時の動作状態とを示す回路図である。 図３は、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房時の動作状態を示す回路図である。 図４は、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムのデフロスト時の動作状態を示す回路図である。 図５は、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの構成と氷蓄熱時および放冷冷房時の動作状態とを示す回路図である。 図６は、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房時の動作状態を示す回路図である。 図７は、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房時の動作状態を示す回路図である。 図８は、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムのデフロスト時の動作状態を示す回路図である。 図９は、本発明の実施形態に係るヒートポンプシステムの冷房運転条件の一例を示すためのｐ−ｈ線図であり、図９（Ａ）はプロパンガス冷媒について示し、図９（Ｂ）は二酸化炭素冷媒について示す。 図１０は、本発明の実施形態に係るヒートポンプシステムの暖房運転条件の一例を示すためのｐ−ｈ線図であり、図１０（Ａ）は二酸化炭素冷媒について示し、図１０（Ｂ）はプロパンガス冷媒について示す。 図１１は、本発明の第１の実施形態に係るヒートポンプシステムの期間消費電力量を従来機と比較して示す図であり、図１１（Ａ）は東京における期間消費電力量を示し、図１１（Ｂ）は仙台における期間消費電力量を示す。 図１２は、本発明の第２の実施形態に係るヒートポンプシステムの成績係数を従来機と比較して示す図である。

符号の説明

Ａ…熱源側系統
Ｂ、Ｂ’…負荷側系統
Ｗ…冷水系統
Ｃ、Ｃ’…臨界点
ＣＰ…二酸化炭素の臨界圧力
ＸＣ、Ｘ’Ｃ’…飽和液線
ＣＹ、Ｃ’Ｙ’…飽和蒸気線
Ｐ１、Ｐ６…凝縮圧力
Ｐ２、Ｐ５、Ｐ７…蒸発圧力
Ｐ３…循環圧力
Ｐ４…高圧圧力
Ｔ１、Ｔ６…凝縮温度
Ｔ２、Ｔ５、Ｔ７…蒸発温度
Ｔ３…飽和温度
Ａ−１…第１熱源側循環系
Ａ−２…第２熱源側循環系
Ｂ−１、Ｂ’−１…第１負荷側循環系
Ｂ−２、Ｂ’−２…第２負荷側循環系
Ｂ−３、Ｂ’−３…デフロスト循環系
Ｂ’−４…氷蓄熱循環系
Ｂ’−５…放冷冷却循環系
Ｗ−１…冷水循環系
Ｃ−１…サイクル
Ｃ−２、Ｃ−３、Ｐ−１、Ｐ−２…ヒートポンプサイクル
Ｃ−１−１…放熱過程
Ｃ−１−２…吸熱過程
Ｃ−２−１、Ｃ−３−１、Ｐ−１−１、Ｐ−２−１…圧縮過程
Ｃ−２−２、Ｃ−３−２、Ｃ−３−２−１、Ｃ−３−２−２、Ｐ−１−２、Ｐ−２−２…高圧過程
Ｃ−１−１−１、Ｐ−１−２−１、Ｐ−２−２−１…冷却過程
Ｃ−１−１−２、Ｐ−１−２−２、Ｐ−２−２−２…凝縮過程
Ｐ−１−２−３、Ｐ−２−２−３…過冷却過程
Ｃ−２−３、Ｃ−２−３−１、Ｃ−２−３−２、Ｃ−３−３、Ｐ−１−３、Ｐ−１−３−１、Ｐ−１−３−２、Ｐ−２−３、Ｐ−２−３−１、Ｐ−２−３−１…膨張過程
Ｃ−２−４、Ｃ−３−４、Ｃ−３−４−１、Ｐ−１−４、Ｐ−２−４…低圧過程
Ｃ−１−２−１、Ｃ−２−４−１、Ｃ−３−４−２、Ｐ−１−４−１、Ｐ−２−４−１…蒸発過程
Ｃ−１−２−２、Ｃ−２−４−２、Ｃ−３−４−３、Ｐ−１−４−２、Ｐ−１−４−３、Ｐ−２−４−２、Ｐ−２−４−３…過熱過程
ａ〜ｍ…ポート
ａ−１〜ａ−２、ｂ−１〜ｂ−６、ｂ’−１〜ｂ’−５…接続部位
１…ヒートポンプシステム
２…アンモニアサイクル
３…二酸化炭素サイクル
４…圧縮機
５…コンデンサ
６…膨張弁
７…カスケードコンデンサ
８…流量調整弁
９…蒸発器
１１、１１’…室外ユニット
１２…室内ユニット
１３、１４…圧縮機
１５…熱源側熱交換器
１６…カスケード熱交換器
１７、１８、１９…負荷側熱交換器
２０…過冷却器
２１、２２…オイルセパレータ
２３、２４…アキュムレータ
２５、２６…四方弁
２７、２８…レシーバ
２９〜３４…熱交換部位
３５…製氷用熱交換器
３６〜３９…膨張弁
４２〜５２…逆止弁
５５、５６…絞り弁
６１〜６９…開閉弁
７１〜７３…流量調整弁
７５…三方弁
７６…水−二酸化炭素熱交換器
７７…切替え器
７８…氷蓄熱槽
７９…冷水循環ポンプ

Claims (11)

1. 第１の冷媒が充填されており、第１圧縮機と、第１熱交換部位と、第１膨張弁と、前記第１の冷媒と熱源側とを熱交換する熱源側熱交換器とがヒートポンプを形成している熱源側系統と、
   二酸化炭素冷媒が充填されており、第２圧縮機と、前記二酸化炭素冷媒と負荷側とを熱交換する負荷側熱交換器と、第２膨張弁と、第２熱交換部位とがヒートポンプを形成している負荷側系統と
   を具備し、
   前記第１熱交換部位と前記第２熱交換部位とは、前記第１の冷媒と前記二酸化炭素冷媒とを熱交換するカスケード熱交換器を形成しており、
   前記第２熱交換部位と前記負荷側熱交換器とが前記第２圧縮機と前記第２膨張弁のいずれも介することなしに環状に接続されている第１負荷側循環系が形成されている
   ヒートポンプシステム。
2. 請求項１に記載のヒートポンプシステムであって、
   前記第１圧縮機の前方に前記熱源側熱交換器が接続されており、前記熱源側熱交換器の前方に前記第１膨張弁が接続されており、前記第１膨張弁の前方に前記第１熱交換部位が接続されており、前記第１熱交換部位の前方に前記第１圧縮機が接続されている第１熱源側循環系が形成されており、
   前記第１負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒が前記負荷側熱交換器において前記負荷側から熱を吸収し、前記カスケード熱交換器において前記第１の冷媒に熱を放出するサイクルと、
   前記第１熱源側循環系を循環する前記第１の冷媒が前記カスケード熱交換器において前記二酸化炭素冷媒から熱を吸収し、前記熱源側熱交換器において前記熱源側に熱を放出するヒートポンプサイクルと
   が同時に行なわれている場合において、
   前記第１負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒の圧力は、二酸化炭素の臨界圧力より低い一定圧力となされている
   ヒートポンプシステム。
3. 請求項１に記載のヒートポンプシステムであって、
   前記第１圧縮機の前方に前記第１熱交換部位が接続されており、前記第１熱交換部位の前方に前記第１膨張弁が接続されており、前記第１膨張弁の前方に前記熱源側熱交換器が接続されており、前記熱源側熱交換器の前方に前記第１圧縮機が接続されている第２熱源側循環系と、
   前記第２圧縮機の前方に前記負荷側熱交換器が接続されており、前記負荷側熱交換器の前方に前記第２膨張弁が接続されており、前記第２膨張弁の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換部位の前方に前記第２圧縮機が接続されている第２負荷側循環系と
   が形成されており、
   前記第２熱源側循環系を循環する前記第１の冷媒が前記熱源側熱交換器において前記熱源側から熱を吸収し、前記カスケード熱交換器において前記二酸化炭素冷媒に熱を放出するヒートポンプサイクルと、
   前記第２負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒が前記カスケード熱交換器において前記第１の冷媒から熱を吸収し、前記負荷側熱交換器において前記負荷側に熱を放出するヒートポンプサイクルと
   が同時に行なわれている場合において、
   前記第２負荷側循環系を循環する前記二酸化炭素冷媒の圧力は、前記負荷側熱交換器において二酸化炭素の臨界圧力より高い圧力となされており、前記第２熱交換部位において二酸化炭素の臨界圧力より低い圧力となされている
   ヒートポンプシステム。
4. 請求項１に記載のヒートポンプシステムであって、
   前記負荷側熱交換器と前記第２熱交換部位とは、前記負荷側熱交換器が前記第２熱交換部位に対して重力に関して低い配置となされている
   ヒートポンプシステム。
5. 請求項１に記載のヒートポンプシステムであって、
   前記負荷側系統は絞り弁を有しており、
   前記第２圧縮機の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換部位の前方に前記絞り弁が接続されており、前記絞り弁の前方に前記第２圧縮機が接続されている第１デフロスト循環系が形成されている
   ヒートポンプシステム。
6. 請求項１に記載のヒートポンプシステムであって、
   さらに、製氷用熱交換器と、前記製氷用熱交換器が配設されている氷蓄熱槽とを具備し、
   前記第２熱交換部位と前記製氷用熱交換器とが環状に接続されている氷蓄熱循環系が形成されている
   ヒートポンプシステム。
7. 請求項６に記載のヒートポンプシステムであって、
   さらに、冷水循環ポンプと、第３熱交換部位と、前記第３熱交換部位とともに水−二酸化炭素熱交換器を形成している第４熱交換部位とを具備し、
   前記冷水循環ポンプの前方に前記第３熱交換部位が接続されており、前記第３熱交換部位の前方に前記氷蓄熱槽が接続されており、前記氷蓄熱槽の前方に前記冷水循環ポンプが接続されている冷水循環系と、
   前記負荷側熱交換器と前記第４熱交換部位とが環状に接続されている放冷冷却循環系と
   が形成されている
   ヒートポンプシステム。
8. 請求項７に記載のヒートポンプシステムであって、
   前記負荷側熱交換器と前記第４熱交換部位とは、前記負荷側熱交換器が前記第４熱交換部位に対して重力に関して低い配置となされている
   ヒートポンプシステム。
9. 請求項７に記載のヒートポンプシステムであって、
   前記第２圧縮機の前方に前記負荷側熱交換器が接続されており、前記負荷側熱交換器の前方に前記第４熱交換部位が接続されており、前記第４熱交換部位の前方に前記第２膨張弁が接続されており、前記第２膨張弁の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換部位の前方に前記第２圧縮機が接続されている第３負荷側循環系が形成されている
   ヒートポンプシステム。
10. 請求項７に記載のヒートポンプシステムであって、
    前記負荷側系統は第３膨張弁を有しており、
    前記第２圧縮機の前方に前記第２熱交換部位が接続されており、前記第２熱交換器の前方に前記第３膨張弁が接続されており、前記第３膨張弁の前方に前記第４熱交換部位が接続されており、前記第４熱交換部位の前方に前記第２圧縮機が接続されている第２デフロスト循環系が形成されている
    ヒートポンプシステム。
11. 請求項１に記載のヒートポンプシステムであって、
    前記第１の冷媒は自然冷媒である
    ヒートポンプシステム。

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